《電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì)（59頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì) 年 級: 2009級 學(xué) 號: 姓 名: 專 業(yè): 工程機(jī)械 指導(dǎo)老師: 二零一二年五月 西南交通大學(xué)峨眉校區(qū)機(jī)械工程系 機(jī)械綜合設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 學(xué)生姓名： 學(xué)號： 一、設(shè)計(jì)題目 電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì) 二、工作原理 電動機(jī)產(chǎn)生動力，通過由多個(gè)齒輪和其他零部件組裝成的傳動裝置傳遞動力給繩索，從而實(shí)現(xiàn)其功能。 三、原始數(shù)

2、據(jù) （1）設(shè)計(jì)參數(shù)：間歇工作，每班工作時(shí)間不超過15%，每次工作時(shí)間不超過10分鐘，滿載啟動，工作中有中等振動，兩班制工作，鋼索速度允許誤差±5% ，鋼索拉力12KN，鋼索速度15m/s,滾筒直徑220mm ⑵使用期限：10年 ⑶生產(chǎn)批量：小批量 ⑷生產(chǎn)條件：鑄造，精加工 ⑸動力來源：電力 ⑹工作轉(zhuǎn)速允許誤差：±5%； 四、設(shè)計(jì)任務(wù) 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：以傳動系統(tǒng)為核心進(jìn)行布局規(guī)劃，根據(jù)零部件強(qiáng)度、剛度確定形狀和尺寸，并對所有零件選擇材料及熱處理方法等，將課程中學(xué)習(xí)的連接、傳動和支撐等部分知識應(yīng)用到設(shè)計(jì)中； 零部件設(shè)計(jì)：成型產(chǎn)品（如動力源、變速箱、聯(lián)軸器）進(jìn)行選型，標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)

3、行強(qiáng)度計(jì)算依據(jù)手冊選擇，非標(biāo)零件根據(jù)強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)； 解決零件在運(yùn)轉(zhuǎn)中的固定、潤滑、密封等問題 編寫說明書 設(shè)計(jì)完成工作量 （一）在考試前完成整個(gè)機(jī)器的三維設(shè)計(jì)，所有零件均需準(zhǔn)確繪出； 在考試前編寫設(shè)計(jì)說明書，尤其是設(shè)計(jì)計(jì)算內(nèi)容和部分部件的選型理由均需寫明 （三）在考試后兩周內(nèi)完成機(jī)器的二維總體裝配圖（0#或1#），要按照裝配圖要求進(jìn)行，尺寸標(biāo)注完善，公差配合選擇合理，布局合理 （四）主要零件的二維圖兩張（箱體或軸、齒輪等2#或3#） （五）打印設(shè)計(jì)計(jì)算說明書1份（要求全部設(shè)計(jì)內(nèi)容，可以計(jì)算機(jī)編輯文檔也可以手寫體）。 六、設(shè)計(jì)說明書包括的主要內(nèi)容 目錄 設(shè)計(jì)題目 工作

4、原理 原始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)任務(wù) 總體方案設(shè)計(jì) 結(jié)論 建議或意見 心得體會 主要參考文獻(xiàn) 注：說明書第六部分應(yīng)包含所有零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的全過程，各個(gè)結(jié)構(gòu)尺寸確定原理及方法。 七、考核方法 考核根據(jù)學(xué)生平時(shí)學(xué)習(xí)態(tài)度（含出勤率）、設(shè)計(jì)完成情況（包括圖紙、說明書質(zhì)量、考試成績）和答辯成績確定。 考試前部分作為平時(shí)成績記錄入課程成績，考試后兩周的二維圖及說明書，作為課程設(shè)計(jì)成績單獨(dú)記錄。 摘 要 電動卷揚(yáng)機(jī)顧名思義，是由機(jī)械動力驅(qū)動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置?？梢源怪碧嵘?、水平或傾斜拽引重物。電動卷揚(yáng)機(jī)由電動機(jī)、聯(lián)軸節(jié)、制動器、齒輪箱和卷筒組成，共同安裝在機(jī)架

5、上。對于起升高度和裝卸量大工作頻繁的情況，調(diào)速性能好，能令空鉤快速下降。對安裝就位或敏感的物料，能用較小速度,通用性高、結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、起重大、使用轉(zhuǎn)移方便，被廣泛應(yīng)用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖，還可作現(xiàn)代化電控自動作業(yè)線的配套設(shè)備。Jm系列為齒輪減速機(jī)傳動卷揚(yáng)機(jī)。主要用于卷揚(yáng)、拉卸、推、拖重物。如各種大中型砼、鋼結(jié)構(gòu)及機(jī)械設(shè)備的安裝和拆卸。適用于建筑安裝公司、礦區(qū)、工廠的土木建筑及安裝工程。 關(guān)鍵詞：電動機(jī)； 齒輪傳動； 軸及軸承； 聯(lián)軸器； 減速箱； 潤滑 目錄 摘 要 4 一．設(shè)計(jì)題目 6 二．確定電動卷揚(yáng)機(jī)的總體方案

6、 6 三．電動機(jī)的選擇 7 3.1 電動機(jī)功率計(jì)算 7 3.2計(jì)算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 8 3.3計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速、功率及轉(zhuǎn)矩 9 3.3.1各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算： 9 3.3.2各軸功率計(jì)算： 9 3.3.3各軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算： 10 四．齒輪設(shè)計(jì) 10 4.1高速級齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 11 4.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數(shù) 11 4.1.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 11 4.1.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 13 4.1.4幾何尺寸計(jì)算： 15 4.1.5高速級齒輪傳動的幾何尺寸 15 4.1.6齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 16 4.2低速級齒輪傳動設(shè)計(jì) 17 4.2

7、.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數(shù) 17 4.2.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 17 4.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 19 4.2.4幾何尺寸計(jì)算： 21 4.2.5低速級齒輪傳動的幾何尺寸 22 4.3開式齒輪設(shè)計(jì) 22 4.3.1選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù) 22 4.3.2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 23 4.3.3開式齒輪傳動的幾何尺寸 24 五. 軸及軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算 25 5.1中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 25 5.1.1 已知條件 25 5.1.2 選擇軸的材料 26 5.1.3 初算軸徑 26 5.1.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 26 5.1.5鍵連接 28 5.1.6

8、軸的受力分析 28 5.1.7校核軸的強(qiáng)度 30 5.1.8校核鍵連接的強(qiáng)度 31 5.1.9校核軸承壽命 31 5.2高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 31 5.2.1 已知條件 31 5.2.2 選擇軸的材料 32 5.2.3 初算軸徑和選擇聯(lián)軸器 32 5.2.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 32 5.2.5鍵連接 34 5.2.6軸的受力分析 35 5.2.7校核軸的強(qiáng)度 36 5.2.8校核鍵連接的強(qiáng)度 37 5.2.9校核軸承壽命 37 5.3低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 38 5.3.1 已知條件 38 5.3.2 選擇軸的材料 38 5.3.3 初算軸徑 38 5.3.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 38

9、5.3.5鍵連接 41 5.3.6軸的受力分析 41 5.3.7校核軸的強(qiáng)度 42 5.3.8校核鍵連接的強(qiáng)度 43 5.3.9校核軸承壽命 43 5.4開式齒輪高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 44 5.4.1 已知條件 44 5.4.2 選擇軸的材料 44 5.4.3 初算軸徑 44 5.4.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 44 5.4.5鍵連接 46 5.4.6軸的受力分析 46 5.4.7校核軸的強(qiáng)度 48 5.4.8校核鍵連接的強(qiáng)度 48 5.4.9校核軸承壽命 49 5.5開式齒輪低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 49 5.5.1 已知條件 49 5.5.2 選擇軸的材料 49 5.5.3 初算軸

10、徑 50 5.5.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 50 5.5.5鍵連接 51 5.5.6軸的受力分析 51 5.5.7校核軸的強(qiáng)度 53 5.5.8校核鍵連接的強(qiáng)度 54 5.5.9校核軸承壽命 54 六．潤滑油及其潤滑方式選擇 54 七．箱體設(shè)計(jì) 55 一．設(shè)計(jì)題目 設(shè)計(jì)電動卷揚(yáng)機(jī)的傳動裝置，設(shè)計(jì)要求：間歇工作，每班工作時(shí)間不超過15％（如每班時(shí)間為8小時(shí)，則卷揚(yáng)機(jī)每班總的工作時(shí)間不超過1.2小時(shí)），每次工作時(shí)間不超過10min，滿載起動，工作中有中等振動，兩班制工作，鋼?速度允許誤差±5％。小批量生產(chǎn)，設(shè)計(jì)壽命10年。 鋼繩拉力F(KN) 鋼繩速度V(m/min) 滾筒直

11、徑D(mm) 15 12 200 圖1.1 二．確定電動卷揚(yáng)機(jī)的總體方案 電動機(jī)→傳動系統(tǒng)→執(zhí)行機(jī)構(gòu)，有三種方案可作參考： 圖2.1 蝸輪蝸桿減速器 圖2.2 二級圓柱圓錐減速器 圖2.3 圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動 比較上述方案，圖2.1蝸輪蝸桿減速器方案，雖然可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動比，但是蝸桿傳動的嚙合處有相對滑動，傳動不平穩(wěn)，并且容易產(chǎn)生嚴(yán)重的摩擦和磨損，因此蝸桿傳動效率低，所以不選用此種方案。圖2.2二級圓柱圓錐減速器，此方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工較困難，成本高昂，不經(jīng)濟(jì)，所以一般不采用。圖2.3圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動，此方案結(jié)構(gòu)簡單，

12、且傳動平穩(wěn)，經(jīng)濟(jì)性好，滿足要求。 因此采用二級圓柱齒輪減速器： 圖2-4 最終確定方案 三．電動機(jī)的選擇 3.1 電動機(jī)功率計(jì)算 電動機(jī)輸出滾筒所需要功率：=FV=15*12/60=3.0 (KW) （3-1） 傳動效率計(jì)算： 查資料【1】表2-1 機(jī)械傳動效率概略值 可得以下數(shù)據(jù)： —彈性聯(lián)軸器傳動效率取0.99 —閉式齒輪，選用8級精度（油潤滑），傳動效率取0.97 —滾動軸承，采用球軸承，傳動效率取0.99 —開式齒輪，選用8級精度，傳動效率取0.95 —滾筒傳動效率取0.94 電機(jī)所需要的功率：==3.0/0.78=3.85 (KW

13、) 查資料【1】，可供選擇電機(jī)： 電動機(jī)型號 額定功率/kw 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) 啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 價(jià)格 Y112M-2 4 2890 2.2 525～800 Y112M-4 4 1440 2.2 468～777 Y132M1-6 4 960 2.0 750～802 Y160M1-8 4 720 2.0 1200～1345 表3-1 3.2計(jì)算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 設(shè)卷揚(yáng)機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速為， 從表3-1可以看出，選Y112M-4型號電動機(jī)比較合適，所以P=4.0KW,n=1440(r/min) 總傳動比

14、選定方案中齒輪全為直齒圓柱齒輪，查資料【1】表2-2：圓柱齒輪傳動比范圍3～7， 平均分配各級齒輪傳動比: ，但根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，雙級減速器的齒輪傳動比最好不要超過4，以免齒數(shù)比太大導(dǎo)致齒輪受破壞程度相差太大，所以此方案不用。 再選擇Y132M1-6電機(jī)，，平均分配各級齒輪傳動比: ，滿足要求，因此，選用Y132M1-6電機(jī)電動機(jī)。 3.3計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速、功率及轉(zhuǎn)矩 軸IV 軸V 軸II 軸I 軸III 圖3-1 3.3.1各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算： 所以

15、滾筒實(shí)際轉(zhuǎn)速為19.1r/min，誤差為零，傳動分配合適。 3.3.2各軸功率計(jì)算： 電動機(jī)按額定功率計(jì)算， 3.3.3各軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算： 綜上所述， 軸 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 功率P/kw 轉(zhuǎn)矩T/(N﹒m) I 960 3.92 40.00 II 260.16 3.76 138.02 III 70.5 3.61 489.01 IV 70.5 3.54 479.53 V 19.1 3.33 1665.00 表3-2 四．齒輪設(shè)計(jì) 4.1高速級齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒

16、數(shù) 1）按選擇的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪。 2）卷揚(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，V=12m/min,故選用7級精度（GB10095-88）。 3）材料選擇，由資料[2]表10—1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者差為40HBS。 4）選小齒輪的齒數(shù)為，則大齒輪的齒數(shù)，取, 取壓力角。由于減速器齒輪傳動為閉式傳動，可以采用齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，按彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 4.1.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按資料【2】（10-9a）設(shè)計(jì)計(jì)算公式計(jì)算: 1.確定公式的各計(jì)算值 （1）試選載荷系數(shù)=1.3 （2）

17、齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）由資料【2】表10-7選取齒寬系數(shù)=1.0。 （4）由資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 （5）從資料【2】圖10—21（d)查得，小齒輪疲勞極限為： 大齒輪疲勞極限為：。 （6）由資料【2】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）查資料【2】圖10—19得接觸疲勞壽命系數(shù)為： （8）由資料【2】式10-12計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取安全系數(shù)， 2.計(jì)算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值： (2）計(jì)算圓周速度v （3）計(jì)算齒寬b （4）計(jì)算齒寬與齒高之比。 模數(shù)： 齒高：

18、 （5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.31m/s，7級精度，查資料【2】圖10-8得動載荷系數(shù)為，因?yàn)槭侵饼X輪，查資料【2】表10—3查得 由資料【2】表10—2查得使用系數(shù)為= 1.50（中等沖擊），由資料【2】表10-4用插值法得7級精度、小齒輪相對支撐，非對稱布置時(shí)：=1.418 由 ，=1.418，查資料【2】圖10-13得=1.38，故載荷系數(shù)為 （6）按設(shè)計(jì)的實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑 由資料【2】式10-10a得： (7) 計(jì)算模數(shù)m 4.1.3按齒根彎曲

19、疲勞強(qiáng)度校核 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式： 1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值： (1)由資料【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為： ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為： (2)由資料【2】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， (3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由資料【2】式（10-12）得： （4）計(jì)算安全載荷系數(shù)： （5）計(jì)算齒形系數(shù)：查資料【2】表10-5得 用插值法計(jì)算：， （6）計(jì)算齒形校正系數(shù)： 查資料【2】表10-5得： 用插值法計(jì)算：， （7）計(jì)算大小齒輪的 , 比較得，大齒

20、輪的數(shù)值大。 2.設(shè)計(jì)計(jì)算： 將中較大值代入公式得： 對比計(jì)算結(jié)果，由于按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)（m=2.48 mm）大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)（m=1.81)。因?yàn)辇X輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載力，僅與齒輪直徑有關(guān)，故可取彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算所得的模數(shù)，并將模數(shù)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2。按接觸強(qiáng)度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)： 大齒輪齒數(shù)： 4.1.4幾何尺寸計(jì)算： (1)計(jì)算分度圓直徑： (2)計(jì)算中心距： (3)計(jì)算齒輪寬度： 取 4.1.

21、5高速級齒輪傳動的幾何尺寸 如下表所示： 名稱 計(jì)算公式 數(shù)值（單位：mm) 模 數(shù) 2 壓 力 角 分 度 圓 直 徑 60 222 齒 頂 圓 直 徑 64 226 齒 根 圓 直 徑 55 217 中 心 距 141 齒 寬 60 55 由于小齒輪（齒輪1）直徑較小，故采用齒輪軸設(shè)計(jì)，大齒輪（齒輪2）采用腹板齒輪設(shè)計(jì)。 4.2低速級齒輪傳動設(shè)計(jì) 4.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數(shù) 低速級傳動齒輪類型、精度等級、材料與高速級齒輪1、2相同，小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)）

22、，硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者差為40HBS。 選小齒輪的齒數(shù)為: =24，則大齒輪的齒數(shù)，取=89, 4.2.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按資料【2】（10-9a）設(shè)計(jì)計(jì)算公式計(jì)算: 1.確定公式的各計(jì)算值 （1）試選載荷系數(shù)=1.3 （2）齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）由資料【2】表10-7選取齒寬系數(shù)=1.0。 （4）由資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 （5）從資料【2】圖10—21（d)查得，小齒輪疲勞極限為： 大齒輪疲勞極限為：。 （6）由資料【2】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （

23、7）查資料【2】圖10—19得接觸疲勞壽命系數(shù)為： =0.93；=0.97。 （8）由資料【2】式10-12計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 2.計(jì)算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值： (2）計(jì)算圓周速度 （3）計(jì)算齒寬b （4）計(jì)算齒寬與齒高之比。 模數(shù)： 齒高： （5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.94m/s，7級精度，查資料【2】圖10-8得動載荷系數(shù)為=1.04，因?yàn)槭侵饼X輪，查資料【2】表10—3查得 由資料【2】表10—2查得使用系數(shù)為= 1.50（中等沖擊），由資料【2】表10-4用插值法得7級精度、小齒輪相對支撐，非對稱布置時(shí)：=1

24、.423 由 ，=1.423，查資料【2】圖10-13得=1.35，故載荷系數(shù)為 （6）按設(shè)計(jì)的實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑 由資料【2】式10-10a得： (7) 計(jì)算模數(shù)m 4.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式： 1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值： (1)由資料【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為： ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為： (2)由資料【2】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) = 0.93，= 0.97

25、 (3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由資料【2】式（10-12）得： （4）計(jì)算安全載荷系數(shù)： （5）計(jì)算齒形系數(shù)：查資料【2】表10-5得 ， （6）計(jì)算齒形校正系數(shù)： 查資料【2】表10-5得： ， （7）計(jì)算大小齒輪的 比較得，大齒輪的數(shù)值大。 2.設(shè)計(jì)計(jì)算： 將中較大值代入公式得： 解得： 對比計(jì)算結(jié)果，由于按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)（m=3.63 mm）大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)（m=2.62)。因?yàn)辇X輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承

26、載力，僅與齒輪直徑有關(guān)，故可取彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算所得的模數(shù)，并將模數(shù)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3。按接觸強(qiáng)度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)：，大齒輪齒數(shù)： 4.2.4幾何尺寸計(jì)算： (1)計(jì)算分度圓直徑： (2)計(jì)算中心距： (3)計(jì)算齒輪寬度： 取 4.2.5低速級齒輪傳動的幾何尺寸 如下表所示： 名稱 計(jì)算公式 數(shù)值（單位：mm) 模 數(shù) 3 壓 力 角 分 度 圓 直 徑 69 255 齒 頂 圓 直 徑 75 261 齒 根 圓 直 徑 61.5 247

27、.5 中 心 距 162 齒 寬 69 64 4.3開式齒輪設(shè)計(jì) 4.3.1選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù) 1）按傳動設(shè)計(jì)的方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）卷揚(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，所以選用7級精度（GB/T10095—58） 3）材料選擇。由【2】表10-1選擇小齒輪的材料為40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火；大齒輪用45鋼：硬度40～50HRC。 4）選擇齒數(shù)。由于的開式傳動，為使齒輪不至于過小，選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取，由于是開式傳動，故選用齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)即可。 4.3.2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算

28、 1.確定公式的各計(jì)算值 （1）由資料【2】圖10-20e查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限： （2）由資料【2】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （3）由資料【2】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （4）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 （5）載荷系數(shù)：K =1.8 （6）計(jì)算齒形系數(shù)：查資料【2】表10-5得 （7）計(jì)算齒形校正系數(shù)： 查資料【2】表10-5得： （8）計(jì)算大小齒輪的 比較得，小齒輪的數(shù)值大。 （8）由資料【2】表10-7選取齒寬系數(shù)：

29、=1.0 2.設(shè)計(jì)計(jì)算 解得： 由于是開式傳動，計(jì)算模數(shù)將加大10%得： ,就近圓整得m=4 3.尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑： （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度： 取 4、工作機(jī)速度驗(yàn)算：，故設(shè)計(jì)合理。 4.3.3開式齒輪傳動的幾何尺寸 如下表所示： 名稱 計(jì)算公式 數(shù)值（單位：mm) 模 數(shù) 4 壓 力 角 分 度 圓 直 徑 80 296 齒 頂 圓 直 徑 88 304 齒 根 圓 直 徑 70 286 中 心 距 188 齒 寬 80

30、 75 五. 軸、軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗(yàn)算、與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。因箱體內(nèi)壁寬度主要由中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定，故先對中間軸進(jìn)行設(shè)計(jì)，然后對干高速軸和低速軸進(jìn)行設(shè)計(jì)。 5.1.1 已知條件 中間軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速=260.16 r/min，齒輪分度圓直徑=222 mm，=69 mm，齒輪寬度=55 mm，=69 mm 5.1.2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 5.1.3 初算軸徑 查資料【1】表9-8得C=

31、106135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=110，則 5.1.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示： + 圖5-1中間軸構(gòu)想圖 （1）軸承部件的設(shè)計(jì) 軸不長，故軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計(jì) （2）軸承的選擇與軸段和軸段的設(shè)計(jì) 該軸段上安裝軸承，其設(shè)計(jì)與軸承的選擇同步進(jìn)行?？紤]無軸向力的存在，選用深溝球軸承。軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。查資料【3】表13-11取軸承為6308，與軸承配合的軸徑d1=40mm,外徑D=90mm，寬度B=23mm，定位軸肩直徑da=49mm，外

32、徑定位直徑Da=81mm，對軸的力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3==11.5mm，通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號，所以d5=40mm （3）軸段和的設(shè)計(jì) 軸段上安裝齒輪3，軸段安裝齒輪2，為了便于安裝齒輪， d2和d4應(yīng)分別大于d1 和d5，可初定d2=d4=42mm，齒輪2上輪轂寬度范圍為（1.21.5）d2=50.463mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度=55 mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實(shí)心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度=69 mm，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒斷面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段和的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取L

33、2=67mm，L4=53mm （4）軸段 該段為中間軸上的兩個(gè)齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）d2=2.944.2mm，取其高度為h=4mm，故d3=50mm, 齒輪3端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面內(nèi)壁距離均取為=10mm，齒輪2和齒輪3距離初定為=10mm，則箱體內(nèi)壁之間的距離：=156.5mm，取=10.5mm，則=157mm。齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離=12.5mm，則軸段的長度為L3==10.5mm （5）軸段和軸段的長度 該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離

34、取=12mm，中間軸上兩個(gè)齒輪的固定由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為： L1==23+12+10+3=48mm 軸段的長度： L5==23+12+12.5+2=49.5mm （6）軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3=14.7mm則可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)之間的距離為： = L1+- a3-3mm=48+69/2-11.5-3=68mm = L3+=10.5+(55+69)/2=72.5mm = L5+- a3-2mm=42.5+55/2-11.5-2=63.5mm 5.1.5鍵連接 齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，由資料【3】表11-1查得

35、鍵的型號分別為1264 GB/T 1096—1990和1250 GB/T 1096—1990 5.1.6軸的受力分析 （1）齒輪2的受力分析： =1243.4N =452.56N 齒輪3的受力分析： =4000.6 N =1456.1 N （2）畫軸的受力簡圖 受力簡圖如下所示： 圖5-2 軸受力以及彎矩圖 （3）計(jì)算支承反力 在水平面：=-866.3N =-137.24N 式中負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反。 在垂直面上：=3102.1 N =2141.9N 軸承1的總支反力：=3220.8 N 軸承2的總支反力：=2146.3 N （4

36、）畫彎矩圖 如圖5-2 在水平面上，a-a截面處：=-50.07 b-b截面處：=-7.314 在垂直面上，a-a截面處： =179.30 b-b截面處：=114.16 合成彎矩，a-a截面處： =186.16 b-b截面處：=114.39 （5）畫轉(zhuǎn)矩圖 如圖5-2 5.1.7校核軸的強(qiáng)度 由以上計(jì)算可得出a-a截面處有最大彎矩，因此a-a截面為危險(xiǎn)截面，計(jì)算該截面的抗彎截面系數(shù)： =8782.0 抗扭截面系數(shù)： =18974.8 a截面處彎曲應(yīng)力: =21.2 扭剪應(yīng)力： =7.27 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)

37、算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為: =22.9 由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力[]=60，< []，強(qiáng)度滿足要求。 5.1.8校核鍵連接的強(qiáng)度 齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力： =36.25 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，強(qiáng)度足夠。齒輪3的鍵長于齒輪2的鍵，故其強(qiáng)度也足夠。 5.1.9校核軸承壽命 1）軸承已初步定為6308，基本額定負(fù)荷 2）計(jì)算當(dāng)量動載荷，根據(jù)式資料【2】（13-9a）： =3220.8 N =2146.3 N 查資料【2】表1

38、3-6，得，取，選兩者中較大者，故： ③校核此軸承的壽命： = 38585h 軸承滿足工作需求。 工作年限==53.6年，故軸承壽命滿足要求。 5.2高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.2.1 已知條件 高速軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速，小齒輪分度圓直徑=60mm，齒輪寬度=60 mm。 5.2.2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 5.2.3 初算軸徑和選擇聯(lián)軸器 查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=110，則 考慮該軸徑取得太小，軸承的壽命可能不能滿足要求，取d1=

39、30mm。由資料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX2型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為560 許用轉(zhuǎn)速6300r/min，軸孔范圍為2035mm，滿足要求，軸孔長度為60mm，J型軸孔，聯(lián)軸器主動端代號為LX2 3060 GB/T 5014-2003，故軸段的長度略小于軸孔長度，取L1=58mm。 5.2.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示： 圖5-3高速軸構(gòu)想圖 (1)劃分軸段 軸伸出段d1，端蓋以及密封圈處軸段d2，軸承安裝軸段d3、d7，軸頸段d4、d6，齒輪軸段d5。 (2)密封圈和軸段 查資料【3】表15-11得，選用直徑為35mm的油封氈圈，因此確

40、定d2=35mm。 查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6308，與軸承配合的軸徑d3=40mm,外徑D=90mm，寬度B=23mm，定位軸肩直徑da=49mm，外徑定位直徑Da=81mm，對軸的力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3=11.5mm，通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號，所以d7=40mm，軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取=12mm，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1 2mm，擋油環(huán)軸孔寬度定為=15mm,則L3=L7= =38mm。 (3)齒輪和軸段 由于該軸直徑與齒輪分度圓

41、直徑相差不大，故設(shè)計(jì)成齒輪軸，齒輪軸段直徑與齒輪1直徑尺寸相同，為d5==60mm，da5==64mm，df5==55mm。軸段長度L5==60 mm。 (4)軸段和軸段的設(shè)計(jì) 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則d4= d6=50mm，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，則軸段的長度L6==7mm，軸段的長度L4==84mm。 (5)軸段的長度 該軸段的長度與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋有關(guān)。軸承座的寬度L=，由資料【1】表4-1得，下箱座壁厚=0.025+3mm=0.025162+3=7.05<8mm，（為低速級齒輪傳動的中心距），取=8mm，=141+

42、162=303mm<400mm,去軸承旁連接螺栓為M16，則部分面凸緣尺寸（扳手空間），=24mm,=20mm，箱體軸承座寬度L=5760mm，取L=58mm，可取箱體凸緣連接螺栓為M12，地腳螺栓為=M20，則有軸承端蓋連接螺釘為0.4=8mm，由資料【1】表8-30得軸承端蓋凸緣厚度為=10mm，取端蓋與軸承座之間的調(diào)整墊片厚度為=2mm，端蓋連接螺栓由資料【1】表8-29得，采用螺栓GB/T 5781 M825，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間相干涉，故聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm，則L2=L+++=45mm。 (5)軸上力作用點(diǎn)的間距 軸

43、承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3==11.5mm，則可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離： L2+ a3=29+45+11.5=85.5mm = L3+ L4+L5/2- a3=140.5mm = L5/2+ L6+ L7- a3=63.5mm 5.2.5鍵連接 聯(lián)軸器與軸段采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號為856 GB/T 1096-1990 5.2.6軸的受力分析 （1）齒輪1的受力分析： =1333.3N =485.3N （2） 畫出軸的受力簡圖 圖5-4 （3）計(jì)算支反力 在水平面：=-151.43N =-333.87

44、N 式中負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反。 在垂直面上：=416.04 N =917.26 N 軸承1的總支反力：=442.7 N 軸承2的總支反力：=976.13 N （4）畫彎矩圖 在水平面上，a-a截面處：=-21.2 在垂直面上，a-a截面處： =-58.25 合成彎矩，a-a截面處： =61.99 如圖5-4 （5）畫轉(zhuǎn)矩圖 ，如圖5-4 5.2.7校核軸的強(qiáng)度 a-a截面上彎矩最大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a截面為危險(xiǎn)截面，計(jì)算該截面的抗彎截面系數(shù)： =21205.8 抗扭截面系數(shù)： =42411.6 a截面處彎曲應(yīng)力: =2.

45、92 扭剪應(yīng)力： =0.94 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為: =3.13 由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力[]=60，< []，強(qiáng)度滿足要求。 5.2.8校核鍵連接的強(qiáng)度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力： =10.88 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強(qiáng)度足夠。 5.2.9校核軸承壽命 1）軸承已初步定為6308，基本額定負(fù)荷 2）計(jì)算當(dāng)量動載荷，根據(jù)式資料【2】（13-9a）： =442.7 N =976.13 N

46、 查資料【2】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故： ③校核此軸承的壽命： = 3.76h 軸承滿足工作需求。 工作年限==522年，故軸承壽命滿足要求。 5.3低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.3.1 已知條件 低速軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑=255mm，齒輪寬度=64 mm。 5.3.2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 5.3.3 初算軸徑 查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端承受轉(zhuǎn)矩，不承受彎矩，故取較小值C=110，則 軸與聯(lián)軸器相連接，有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處

47、直徑為d141.7242.90mm 5.3.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示： 圖5-5低速軸構(gòu)想圖 (1)軸承部件的設(shè)計(jì) 軸不長，故軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計(jì) (2)聯(lián)軸器及軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計(jì)應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行，為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，查資料【1】表8-37，取=3，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩：=3489.01=1467.03，由資料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為2500，許用轉(zhuǎn)速3870r/min，軸孔范圍為4063m

48、m，軸孔長度為84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX4 4284 GB/T 5014-2003，d1=42mm,故軸段的長度略小于軸孔長度，取L1=82mm。 （3）密封圈和軸段 聯(lián)軸器采用軸肩定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）d1=2.944.2mm，則軸段軸徑d2=47.8850.4mm,最終由密封圈確定。查資料【3】表15-11得，選用直徑為50mm的油封氈圈，因此確定d2=50mm。 （4）軸承與軸段和軸段的設(shè)計(jì) 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既要便于安裝，又要符合軸承內(nèi)徑系列，查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6211，與軸承配合的軸徑d3=55mm,

49、外徑D=100mm，寬度B=21mm，定位軸肩直徑da=64mm，外徑定位直徑Da=91mm，對軸的力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3==10.5mm，通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號，所以d6=55mm，軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取=12mm，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1 2mm，擋油環(huán)軸孔寬度定為=15mm,則L3 ==36mm。 (5)齒輪和軸段 該段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略大于d6，可初定d5=57mm，齒輪4上輪轂寬度范圍為（1.21.5）d5=68.4

50、85.5mm，而齒輪寬度為=64 mm取其輪轂寬度為70mm，右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，軸段的長度應(yīng)比輪轂略短，故取L5=68mm。 (6)軸段 該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩高度為（0.070.1）d5=3.995.7mm，取h=5mm，則d4=67mm，齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為=12.5mm，則軸段的長度為L4==77.5mm。 (7)軸段和軸段的長度 該軸段的長度與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋有關(guān)。軸承端蓋連接采用螺栓GB/T 5781 M825，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間相干涉，故聯(lián)軸器輪轂端

51、面與端蓋外端面的距離為=10mm，則L2=L+++=47mm。 軸段的長度L6==47.5mm (8)軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3==10.5mm，則可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離： L5- a3=47.5+68-32-10.5=73mm = L3+ L4+- a3=135mm = L1/2+ L2+ +a3=98.5mm 5.3.5鍵連接 聯(lián)軸器與軸段及齒輪4與軸段間均采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號分別為1280 GB/T 1096-1990，1666 GB/T 1096-1990 5.3.6軸的受力分析

52、 （1）齒輪4的受力分析： =3835.4N =1396.0N （2） 畫出軸的受力簡圖 圖5-6 （3）計(jì)算支反力 在水平面：=906.1N =489.9 N 在垂直面上：=2489.3 N =1346.1N 軸承1的總支反力：=2649.1 N 軸承2的總支反力：=1432.5 N （4）畫彎矩圖 如圖5-6 在水平面上，a-a截面處：=66.15 在垂直面上，a-a截面處： =-181.72 合成彎矩，a-a截面處： =193.39 （5）畫轉(zhuǎn)矩圖 ，如圖5-6 5.3.7校核軸的強(qiáng)度 a-a截面上彎矩最大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故

53、a-a截面為危險(xiǎn)截面，計(jì)算該截面的抗彎截面系數(shù)： =18181.3 抗扭截面系數(shù)： =36362.6 a截面處彎曲應(yīng)力: =10.64 扭剪應(yīng)力： =13.45 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為: =19.33 由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力[]=60，< []，強(qiáng)度滿足要求。 5.3.8校核鍵連接的強(qiáng)度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力： =80.85 齒輪4處鍵連接的擠壓應(yīng)力： =61.28 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查

54、得，<，故其強(qiáng)度足夠。 5.3.9校核軸承壽命 （1）軸承已初步定為6211，基本額定負(fù)荷=43.2 KN （2）計(jì)算當(dāng)量動載荷，根據(jù)式資料【2】（13-9a）： =2649.1 N =1432.5 N 查資料【2】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故： （3）校核此軸承的壽命： = 3.03h 軸承滿足工作需求。 工作年限==421年，故軸承壽命滿足要求。 5.4開式齒輪高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 該軸的設(shè)計(jì)與減速器的低速軸的設(shè)計(jì)相類似。 5.4.1 已知條件 開式齒輪高速軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速，小齒輪分度圓直徑=80mm，齒輪寬度=80 mm。 5.

55、4.2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 5.4.3 初算軸徑 查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端承受轉(zhuǎn)矩，不承受彎矩，故取較小值C=110，則 軸與聯(lián)軸器相連接，有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑為d141.8042.60mm 由于該軸的軸端與減速器的低速軸通過聯(lián)軸器相連接，因此此軸的最小直徑d1=42mm。 5.4.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示： 圖5-7 開式齒輪高速軸構(gòu)想圖 (1)軸承部件的設(shè)計(jì) 軸不長，故軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計(jì)

56、 (2)聯(lián)軸器及軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計(jì)應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行，為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，查資料【1】表8-37，取=3，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩：=3=1438.59，由資料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為2500，許用轉(zhuǎn)速3870r/min，軸孔范圍為4063mm，軸孔長度為84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX4 4284 GB/T 5014-2003，d1=42mm,故軸段的長度略小于軸孔長度，取L1=82mm。 （3）軸段 聯(lián)軸器采用軸肩定位，其軸肩高度范圍為（0.070.

57、1）d1=2.944.2mm，則軸段軸徑d2=47.8850.4mm,取d2=50mm。 （4）軸承與軸段和軸段的設(shè)計(jì) 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既要便于安裝，又要符合軸承內(nèi)徑系列，查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6211，與軸承配合的軸徑d3=55mm,外徑D=100mm，寬度B=21mm，定位軸肩直徑da=64mm，外徑定位直徑Da=91mm，對軸的力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3==10.5mm，通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號，所以d7=55mm, 軸承采用脂潤滑。 (5)齒輪5和軸段 由于該軸直徑與齒輪分度圓直徑相差不大，故設(shè)計(jì)成齒輪軸，齒輪軸段直徑與齒輪5直

58、徑尺寸相同，為d5==80mm，da5==88mm，df5==70mm。軸段長度L5==80 mm。 (6)軸段、、 軸段處安裝軸承的端蓋，取L2=20mm，軸段和軸段直徑d4=d6=55mm,L3= 10mm,L4=10mm。 (7)軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3==10.5mm，則可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離： = L1/2+ L2+=71.5mm L3+ a3=60.5mm = L4++a3=60.5mm 5.4.5鍵連接 聯(lián)軸器與軸段采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號分別為1280 G

59、B/T 1096-1990。 5.4.6軸的受力分析 （1）齒輪5的受力分析： =11988.25N =4363.37N （2） 畫出軸的受力簡圖 圖5-8 （3）計(jì)算支反力 在水平面：=2181.69N =2181.68 N 在垂直面上：=5994.13 N =5994.12N 軸承1的總支反力：=6378.82 N 軸承2的總支反力：=6378.80 N （4）畫彎矩圖 如圖5-8 在水平面上，a-a截面處：=131.99 在垂直面上，a-a截面處： =-362.64 合成彎矩，a-a截面處： =385.91 （5）畫轉(zhuǎn)矩圖 ，

60、如圖5-8 5.4.7校核軸的強(qiáng)度 a-a截面上彎矩最大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a截面為危險(xiǎn)截面，計(jì)算該截面的抗彎截面系數(shù)： =50265.5 抗扭截面系數(shù)： =100531.0 a截面處彎曲應(yīng)力: =7.68 扭剪應(yīng)力： =4.77 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為: =9.58 由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力[]=60，< []，強(qiáng)度滿足要求。 5.4.8校核鍵連接的強(qiáng)度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力： =83.95 取鍵、軸及齒輪的材料都為

61、鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強(qiáng)度足夠。 5.4.9校核軸承壽命 （1）軸承已初步定為6211，基本額定負(fù)荷=43.2 KN （2）計(jì)算當(dāng)量動載荷，根據(jù)式資料【2】（13-9a）： =6378.82 N =6378.80 N 查資料【3】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故： （3）校核此軸承的壽命： = 21757.9h 軸承滿足工作需求。 工作年限==30.2年，故軸承壽命滿足要求。 5.5開式齒輪低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.5.1 已知條件 開式齒輪低速軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑=296mm，齒輪寬度=75 mm。 5.5.

62、2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 5.5.3 初算軸徑 查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端只承受彎矩，故取較小值C=110，則。 5.5.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示： 圖5-9開式齒輪低速軸構(gòu)想圖 (1)軸承部件的設(shè)計(jì) 軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計(jì) （2）軸承與軸段和軸段的設(shè)計(jì) 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既要便于安裝，又要符合軸承內(nèi)徑系列，查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6213，與軸承配合的軸徑d1=65mm,外徑D=120mm，寬度B=2

63、3mm，定位軸肩直徑da=74mm，外徑定位直徑Da=111mm，對軸的力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3==11.5mm，故L1=L5=B=23mm，通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號，所以d5=65mm，軸承采用脂潤滑. （3）軸段 該軸段直徑略大于d5,取d4=67mm，L4=500mm，該軸段安裝滾筒,滾筒長度取480mm,滾筒左邊采用套筒定位，套筒長度為19mm,右邊靠軸承定位。 (4)齒輪和軸段 該段上安裝齒輪6，為便于齒輪的安裝，d3應(yīng)略大于d4，可初定d3=70mm，齒輪6上輪轂寬度范圍為（1.21.5）d3=80.4100.5mm，而齒輪寬度為=75 mm，取其輪轂

64、寬度為82mm，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定，軸段的長度應(yīng)比輪轂略短，故取L3=80mm。 (5)軸段 該軸段為齒輪提供定位，定位軸肩高度為（0.070.1）d3=4.97.0mm，取h=6mm，則d4=82mm，齒輪左端面距軸承內(nèi)壁距離為L4==10mm。 (6)軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3==11.5mm，則可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離： = L2+ L3/2=61.5mm L3/2+ L4-480+240=300.0mm +240=251.5mm 5.5.5鍵連接 齒輪6與軸段間，滾筒處鍵均采用A型普通平

65、鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號分別為2070 GB/T 1096-1990. 滾筒處鍵連接20440 GB/T 1096-1990. 5.5.6軸的受力分析 （1）齒輪6的受力分析： =11250.0N =4094.7N （2） 畫出軸的受力簡圖 圖5-10 （3）計(jì)算支反力 在水平面：=3683.9N =410.8 N 在垂直面上：=-16275.5 N =-9974.5N 軸承1的總支反力：=16687.2N 軸承2的總支反力：=9983.0 N （4）畫彎矩圖 如圖5-10 在水平面上，a-a截面處：=226.56 b-b截面處：=

66、103.31 在垂直面上，a-a截面處： =1000.94 b-b截面處：=-1508.59 合成彎矩，a-a截面處： =1026.26 b-b截面處：=2510.72 （5）畫轉(zhuǎn)矩圖 ,,，如圖5-10 5.5.7校核軸的強(qiáng)度 b-b截面上彎矩最大，還存在轉(zhuǎn)矩 , b-b截面為危險(xiǎn)截面 計(jì)算該截面的抗彎截面系數(shù)： =29527.3 抗扭截面系數(shù)： =59054.6 b-b截面處彎曲應(yīng)力: =51.09 扭剪應(yīng)力： =28.19 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為: =56.27 由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力[]=60，< []，強(qiáng)度滿足要求。 5.5.8校核鍵連接的強(qiáng)度 齒輪6處鍵連接的擠壓應(yīng)力： =65.38 滾筒處鍵連接的擠壓應(yīng)力為： =19.7 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強(qiáng)度足夠。 5.5.9校核軸承壽命 （1）軸承已初步定為6213，基本額定負(fù)